高熱流密度多熱源冷卻用相變換熱冷板實(shí)驗(yàn)研究

劉 凱,劉金平,2,周 易,朱文杰,王澤嵩

(1.華南理工大學(xué) 電力學(xué)院,廣東 廣州 510641;2.廣東省能源高效清潔利用重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,廣東 廣州 510641;3.上海海立電器有限公司,上海 201206)

0 引 言

高熱流密度電力電子元器件被廣泛應(yīng)用于新能源汽車(chē)、數(shù)據(jù)中心、航空航天等領(lǐng)域,越來(lái)越高的功率和集成度使其對(duì)散熱和溫控有更高的要求[1]。IGBT(絕緣柵雙極型晶體管)是能源轉(zhuǎn)換與傳輸?shù)暮诵钠骷?被廣泛用于電動(dòng)汽車(chē)及充電樁等設(shè)備中,是一種新型電力半導(dǎo)體自關(guān)斷器件,工作時(shí)產(chǎn)生大量的熱導(dǎo)致其內(nèi)部芯片溫度升高,影響工作效能。研究表明,半導(dǎo)體器件的可靠性與其工作溫度密切相關(guān),溫度每升高10 ℃,芯片的可靠性降低一半[2];半導(dǎo)體芯片過(guò)高的溫度波動(dòng)可能會(huì)造成芯片熱故障,進(jìn)而使器件性能惡化,降低使用壽命[3]。常用的IGBT模塊中芯片最高允許溫度不超過(guò)125 ℃,對(duì)應(yīng)IGBT基板溫度應(yīng)小于80 ℃[4]。目前IGBT廣泛使用水冷板進(jìn)行散熱,但隨著其熱流密度的提高,水冷板散熱暴露出散熱能力不足、均溫性較差的問(wèn)題,IGBT模塊需要更加高效的熱管理方式。

兩相流冷卻因?yàn)閾Q熱性能好、溫度均勻性高、功耗小等特點(diǎn)一直以來(lái)備受關(guān)注,其中相變換熱冷板作為核心換熱設(shè)備,國(guó)內(nèi)外專(zhuān)家學(xué)者對(duì)冷板結(jié)構(gòu)、換熱性能、阻力特性、兩相流系統(tǒng)運(yùn)行特性等方面進(jìn)行了研究。馮亞利等以R134a為工質(zhì),研究了多熱源(熱流密度0.4～5.5 W/cm2)散熱時(shí)冷板的均溫性,同時(shí)在多支路實(shí)驗(yàn)時(shí),研究了單一支路負(fù)荷變化對(duì)系統(tǒng)流量分配的影響[5]。王佳選等設(shè)計(jì)加工了一塊紫銅材質(zhì)的微通道冷板,可以實(shí)現(xiàn)0～6 kW的散熱,并對(duì)多支路的穩(wěn)定運(yùn)行進(jìn)行了研究[6]。戰(zhàn)斌飛等設(shè)計(jì)并優(yōu)化了一塊微通道冷板用于18個(gè)熱源的散熱,總散熱量為300 W,并研究了使用水以及R236fa等相變工質(zhì)對(duì)熱源冷卻時(shí)冷板表面的溫度均勻性,最終實(shí)現(xiàn)冷板冷卻后板面溫度最大溫差小于2 ℃[7]。李晨陽(yáng)對(duì)熱流密度范圍0～20 W/cm2共6個(gè)IGBT的散熱進(jìn)行了分析,著重研究了R245fa與R134a混合的非共沸混合工質(zhì)在微通道換熱器中的沸騰換熱特性,發(fā)現(xiàn)微通道散熱器使用混合工質(zhì)比采用純質(zhì)R245fa有更高的可靠性[8]。竇新以水為工質(zhì),設(shè)計(jì)了液冷板,并以仿真結(jié)合實(shí)驗(yàn)的方式研究了液冷板流道翅片結(jié)構(gòu)對(duì)IGBT散熱的影響,并給出了IGBT變工況下相應(yīng)的冷卻策略[9]。陳陶菲等設(shè)計(jì)了一種往復(fù)式兩相流冷卻系統(tǒng),并對(duì)系統(tǒng)充液率進(jìn)行了研究,獲取了最佳充液率[10]。楊文量等發(fā)現(xiàn)不同熱流密度時(shí)冷板壁面溫度隨流量的變化規(guī)律不同,這與對(duì)流換熱與沸騰換熱占比有關(guān)[11]。杜保周等以去離子水為工質(zhì),研究了圓形、菱形、橢圓形3種形狀微肋通道內(nèi)的流動(dòng)沸騰換熱機(jī)理,發(fā)現(xiàn)微肋通過(guò)抑制氣泡的反向流動(dòng)增大了流動(dòng)沸騰的穩(wěn)定性,橢圓形微肋陣通道的流動(dòng)沸騰穩(wěn)定性最好[12]。王雨晨等采用低壓制冷劑R1233zd(E)對(duì)平行通道直冷板的壓降特性進(jìn)行了研究,發(fā)現(xiàn)制冷劑的摩擦壓降與制冷劑相態(tài)、熱流密度、質(zhì)量通量有關(guān)[13]。許時(shí)杰將蛇形液冷板用于電池?zé)峁芾?并對(duì)其熱阻以及管路壓力損失進(jìn)行了理論分析和數(shù)值仿真,發(fā)現(xiàn)最好的散熱結(jié)構(gòu)通常具有管道寬度大、轉(zhuǎn)彎內(nèi)半徑小的特點(diǎn)[14]。溫達(dá)旸等設(shè)計(jì)的非均勻翅片液冷板與傳統(tǒng)并行微通道設(shè)計(jì)相比,其液冷板質(zhì)量、泵功耗、溫度標(biāo)準(zhǔn)偏差均有降低[15]。LIU等采用CO2為工作流體,搭建了一套機(jī)械泵驅(qū)動(dòng)兩相流冷卻系統(tǒng),研究了兩相冷卻系統(tǒng)的壓力控制與啟動(dòng)原理,結(jié)果表明該系統(tǒng)呈現(xiàn)出良好的回路壓力特性,可以應(yīng)對(duì)大幅溫度波動(dòng)和熱沖擊[16-17]。LIN等在兩相循環(huán)回路中增加了旁通管路并連接了噴射器,可防止未冷凝蒸汽進(jìn)入機(jī)械泵,并使兩相流循環(huán)更加穩(wěn)定[18]。AKBARZADEH等設(shè)計(jì)了一種嵌入相變材料(PCM)的新型液冷板,可以同時(shí)利用主動(dòng)和被動(dòng)冷卻,與傳統(tǒng)冷板相比更加輕便節(jié)能[19]。LEO等研究了R245fa在平行矩形微通道散熱器中的流動(dòng)沸騰特性,發(fā)現(xiàn)換熱系數(shù)隨質(zhì)量流量以及液體過(guò)冷度的增大而增大[20]。 PARK等得到了R134a、R236fa、R245fa在2種不同微通道換熱器中的臨界熱流密度[21]。DANG等通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究了非共沸混合工質(zhì)(R134a/R245fa)不同配比時(shí)在矩形微通道換熱器中的換熱性能,提出了一種新的非共沸混合物流動(dòng)沸騰傳熱性能預(yù)測(cè)方法[22]。但是現(xiàn)有研究對(duì)冷板自身熱阻對(duì)換熱的影響描述不夠明確,在多熱源散熱時(shí),未考慮熱源相對(duì)位置對(duì)散熱效果的影響。

本文針對(duì)高熱流密度IGBT的散熱問(wèn)題,設(shè)計(jì)加工了5塊不同結(jié)構(gòu)、不同加工方式的相變換熱冷板,搭建了泵驅(qū)動(dòng)相變換熱冷板實(shí)驗(yàn)系統(tǒng),研究了冷板結(jié)構(gòu)、熱源熱流密度、制冷劑流量等因素對(duì)冷板換熱性能、阻力、泵功耗等方面的影響,并分析了2種加工方式冷板的自身熱阻、多熱源相對(duì)位置分布對(duì)換熱的影響。

1 泵驅(qū)動(dòng)相變換熱冷板實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

1.1 模擬熱源及熱阻控制

實(shí)驗(yàn)采用的模擬熱源材質(zhì)為Al6063,上方加工了2個(gè)直徑8.2 mm、深50 mm的孔,將氧化鎂加熱棒涂抹導(dǎo)熱硅脂后插入其中,通過(guò)改變氧化鎂加熱棒的發(fā)熱功率,來(lái)模擬電子元器件產(chǎn)生的不同發(fā)熱量和熱流密度。模擬熱源上加工了3個(gè)間隔10 mm、直徑1.2 mm、深25 mm的孔,用于放置熱電偶。根據(jù)3個(gè)熱電偶測(cè)得的溫度,即可推算出模擬熱源與冷板接觸面的溫度[23],即模擬熱源換熱表面的溫度。高熱流密度電子元器件散熱時(shí),電子元器件與冷板之間的接觸熱阻往往會(huì)影響換熱效果[24],而接觸熱阻與接觸面填充材料及壓緊力有關(guān)[25-26]。因此,本實(shí)驗(yàn)在熱源與冷板之間添加了導(dǎo)熱系數(shù)為8.5 W/m·K、厚度為0.2 mm的導(dǎo)熱相變材料(Honeywell PTM7950)作為填充材料,以降低接觸熱阻;使用G型夾具將冷板與模擬熱源壓緊,利用稱(chēng)重傳感器測(cè)量壓緊力,通過(guò)設(shè)置相同的各模擬熱源初始?jí)壕o力來(lái)確保接觸熱阻一致,夾持模型如圖1所示。

圖 1 模擬熱源夾持模型Fig.1 Fixation model of simulated heat source

實(shí)驗(yàn)共布置了8個(gè)上述模擬熱源用來(lái)模擬實(shí)際應(yīng)用時(shí)多熱源的散熱場(chǎng)景,其位置分布及編號(hào)如圖2所示(模擬熱源根據(jù)冷板內(nèi)制冷劑流經(jīng)先后順序進(jìn)行編號(hào))。

圖 2 模擬熱源編號(hào)及位置分布Fig.2 Simulated heat source number and location distribution

1.2 冷板設(shè)計(jì)及加工

本文設(shè)計(jì)加工了鋁板銅管復(fù)合冷板、鋁板鉆孔冷板2種形式,見(jiàn)圖3。鋁板銅管復(fù)合冷板是在鋁板加工出流道后將銅管嵌入,再使用環(huán)氧樹(shù)脂(Epoxy resin)黏接或者通過(guò)錫(Sn)焊將二者固定。同時(shí)為了避免銅管和基板溫度不同時(shí)熱源散熱不均,模擬熱源被布置在純鋁面(圖示為銅管基板鑲嵌面而非工作面,背面純鋁面為工作面)。鉆孔冷板加工方式為整塊鋁板通過(guò)鉆孔加工出流道后,再使用釬焊技術(shù)進(jìn)行密封。冷板使用鋁合金作為基板以滿足強(qiáng)度要求與電子元器件的安裝需求,采用多排并聯(lián)圓截面蛇形通道作為換熱通道。為了研究換熱通道直徑、通道數(shù)量以及加工方式對(duì)冷板性能的影響,本文設(shè)計(jì)并加工了5塊冷板,冷板命名方式為加工工藝/填料-換熱通道直徑-換熱通道數(shù),鋁板銅管復(fù)合冷板厚度為8.2 mm,鉆孔冷板厚度為15 mm。

(a) 鋁板銅管復(fù)合冷板 (b) 鋁板鉆孔冷板

1.3 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)

實(shí)驗(yàn)的系統(tǒng)原理圖如圖4所示,泵驅(qū)動(dòng)相變換熱冷板實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)主要由冷板、冷凝器、儲(chǔ)液罐和制冷劑泵組成。綜合考慮黏度、汽化潛熱、導(dǎo)熱系數(shù)等因素,實(shí)驗(yàn)選用R134a作為制冷劑,其經(jīng)濟(jì)性和安全性均有一定保證。制冷劑存儲(chǔ)在儲(chǔ)液罐中,在制冷劑泵的驅(qū)動(dòng)作用下進(jìn)入冷板,在冷板內(nèi)相變換熱帶走上方模擬熱源的熱量后進(jìn)入冷凝器中冷凝放熱,最后回到儲(chǔ)液罐中完成循環(huán)。

圖 4 實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig.4 Experimental system

系統(tǒng)通過(guò)調(diào)節(jié)制冷劑泵頻率以及旁路調(diào)節(jié)閥的開(kāi)度控制制冷劑流經(jīng)冷板的流量,其主要部件選型為:制冷劑泵(理華LH2MH02H)、儲(chǔ)液罐(不銹鋼罐2 L)、風(fēng)冷冷凝器(科威力FNF-2.8/13)、變頻器(匯川MD200)。

在冷板進(jìn)出口管壁、風(fēng)冷冷凝器進(jìn)出風(fēng)口附近、實(shí)驗(yàn)臺(tái)附近空氣中布置了熱電偶用于測(cè)量冷板進(jìn)出口溫度、風(fēng)冷冷凝器進(jìn)出風(fēng)溫度以及環(huán)境溫度。實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)不同位置布置了傳感器測(cè)量所需參數(shù),所用到的測(cè)量?jī)x器型號(hào)如表1所示。

表 1 實(shí)驗(yàn)所用測(cè)量?jī)x器

2 測(cè)試工況

實(shí)驗(yàn)分別對(duì)不同冷板在不同熱流密度和不同流量下的性能進(jìn)行研究。另外,在實(shí)際應(yīng)用場(chǎng)景中,電子元器件的發(fā)熱量不盡相同,故本文對(duì)不同發(fā)熱量的熱源在不同位置時(shí)冷板的換熱性能也進(jìn)行了研究,對(duì)不同模擬熱源沿制冷劑流動(dòng)熱流密度逐漸增大以及逐漸減小2種情況分別進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)的測(cè)試工況如表2所示。

表 2 測(cè)試工況

3 結(jié)果與分析

3.1 熱流密度、流量、冷板加工方式影響分析

實(shí)驗(yàn)對(duì)5塊冷板在不同熱流密度、不同流量條件下的總溫差(即模擬熱源表面平均溫度與冷板內(nèi)制冷劑溫度差)、綜合換熱系數(shù)、冷板阻力和泵功耗的變化情況進(jìn)行研究。其中,綜合換熱系數(shù)用來(lái)表征冷板換熱性能,其計(jì)算公式為

(1)

式中:α為綜合換熱系數(shù),W/(m2·K);q為熱流密度,W/cm2;ΔT為總溫差,℃。

圖5展示了模擬熱源熱量傳遞過(guò)程,冷板與實(shí)驗(yàn)臺(tái)以及模擬熱源與夾具之間疊放了多層隔熱電木[導(dǎo)熱系數(shù)0.023 W/(m·K)]以減小冷板與環(huán)境、熱源與環(huán)境間的熱損失。鋁板銅管復(fù)合冷板中銅管與基板間的不同填料(環(huán)氧樹(shù)脂或錫)決定了銅管與基板間的接觸熱阻,而鉆孔冷板為一體化設(shè)計(jì)純鋁材質(zhì),不存在此熱阻,但因?yàn)楣に噯?wèn)題,鉆孔冷板厚度更大,冷板導(dǎo)熱溫差也更大。

圖 5 模擬熱源熱量傳遞示意圖Fig.5 Schematic diagram of heat transfer from simulated heat source

圖6(a)為不同冷板在模擬熱源輸入3 000 W加熱量(熱流密度23.0 W/cm2)下總溫差與流量的關(guān)系?？梢钥闯?不同冷板的總溫差均隨流量增大而緩慢減小,但整體變化幅度不大。這是因?yàn)榱髁看笥? L/min時(shí),管內(nèi)換熱系數(shù)已經(jīng)處于較高水平;流量增大,制冷劑換熱系數(shù)增長(zhǎng)緩慢,換熱溫差變化較小;而流量小于2 L/min時(shí),不同冷板相繼出現(xiàn)傳熱惡化的情況,總溫差迅速升高。從冷板之間對(duì)比來(lái)看,鉆孔冷板DH-6-3性能最佳,當(dāng)流量從2 L/min增加到4.4 L/min時(shí),總溫差由18 ℃降低至16 ℃。主要原因是其采用一體化設(shè)計(jì),不存在換熱通道與基板間的接觸熱阻,其余冷板使用環(huán)氧樹(shù)脂(導(dǎo)熱系數(shù)0.2～0.4 W/(m·K))/錫(導(dǎo)熱系數(shù)67 W/(m·K))作為填料,加之工藝產(chǎn)生不完全填充的問(wèn)題,使得銅管與基板間有較大的接觸熱阻,降低了換熱性能。銅管鋁板復(fù)合冷板中,由于Sn-6-3冷板的銅管與基板間采用了導(dǎo)熱系數(shù)更高的金屬錫作為填料,故其換熱性能最佳,在流量大于2.5 L/min中時(shí),總溫差小于23.5 ℃。ER-6-2冷板換熱性能最差,總溫差總體超過(guò)35 ℃;這是因?yàn)閾Q熱管數(shù)的減少使其有效換熱面積小于其余冷板。ER-4-3冷板和ER-6-3冷板換熱性能差別不大;這是由于相同流量下,4 mm管徑冷板制冷劑流通截面積小,流速更快,而6 mm管徑冷板有更大的換熱面積,綜合表現(xiàn)下二者換熱性能近似,總溫差在30 ℃左右。

圖6(b)、(c)為總發(fā)熱量3、4、5 kW時(shí)鉆孔冷板的換熱表現(xiàn)?？梢钥闯?總溫差隨熱流密度增大而增大,隨流量增大而緩慢減小;其對(duì)應(yīng)的綜合換熱系數(shù)隨熱流密度以及流量的增大而增大,趨勢(shì)趨于平緩,最高可達(dá)15 kW/(m2·K);當(dāng)流量小于2.5 L/min時(shí),綜合換熱系數(shù)迅速減小。

(a) 不同冷板總溫差與流量關(guān)系 (b) 鉆孔冷板總溫差與熱流密度 (c) 鉆孔冷板綜合換熱系數(shù)與熱流及流量關(guān)系密度及流量關(guān)系

圖7為冷板阻力、泵功率與流量、熱流密度關(guān)系曲線。從圖 7(a)可以看出:5塊冷板阻力均隨流量增大而增大,ER-4-3冷板因?yàn)槠浒鍍?nèi)制冷劑流通截面積最小,阻力遠(yuǎn)高于其他冷板。從圖7(b)可以看出:冷板阻力隨熱流密度的增大而增大,且增大幅度逐漸減小。從圖 7(c)可以看出:泵功耗隨流量以及熱流密度的增大而增大。因?yàn)闊崃髅芏仍酱?冷板內(nèi)制冷劑整體含氣率越高,同樣流量下流速越快,冷板阻力越大,泵功耗也隨之增大。

(a) 不同冷板阻力與流量關(guān)系 (b) 鉆孔冷板阻力與熱流密度的關(guān)系 (c) 泵功率與熱流密度及流量關(guān)系

圖8為鉆孔冷板在總加熱量3 000 W、輸入熱流密度30.5 W/cm2條件下各模擬熱源表面與制冷劑溫差和流量的關(guān)系曲線?？梢钥闯?當(dāng)流量大于2.34 L/min時(shí),冷板上8個(gè)熱源溫度基本一致,熱源間溫差小于3 ℃;而在流量小于2.34 L/min時(shí),編號(hào)后幾位的模擬熱源隨著流量的減小,溫度明顯偏高。這是因?yàn)榱髁枯^小時(shí),隨著換熱的進(jìn)行,冷板內(nèi)制冷劑干度逐漸增加,形成環(huán)狀流,在重力的作用下,通道上半部可能出現(xiàn)間歇干燥表面,局部換熱較差。

圖 8 不同位置的熱源表面溫度與流量的關(guān)系Fig.8 Relationship between surface temperature of heat source and flow rate at different locations

3.2 干度、熱源位置影響分析

將8個(gè)模擬熱源每2個(gè)為1組,分別輸入熱流密度12、18、24、30 W/cm2,從冷板入口開(kāi)始按照總加熱量不變,熱源熱流密度逐漸減小(A工況)與逐漸增大(B工況)2種布置方式進(jìn)行實(shí)驗(yàn)。

圖9為不同工況條件下,模擬熱源不同布置方式對(duì)冷板換熱性能的影響結(jié)果。從圖9(a)、(b)可以看出:模擬熱源與制冷劑的溫差均隨流量的增大而減小,熱流密度越大的熱源,總溫差受流量變化的影響越大。流量小于2.7 L/min時(shí),在總加熱量不變的條件下,A工況下高熱流密度模擬熱源的總溫差小于B工況下同樣熱流密度模擬熱源的總溫差。從圖9(c)、(d)可以看出:A工況下熱流密度越大的模擬熱源綜合換熱系數(shù)越大;而B(niǎo)工況下熱流密度為30 W/cm2的模擬熱源在流量較小時(shí)的綜合換熱系數(shù)小于熱流密度為24 W/cm2的模擬熱源的綜合換熱系數(shù),且明顯小于A工況下同樣熱流密度模擬熱源的綜合換熱系數(shù);流量為2.33 L/min時(shí),熱流密度為30 W/cm2的2個(gè)模擬熱源放置在冷板入口(A工況)比放置在出口處(B工況)換熱系數(shù)高7%。這是由于靠近冷板出口處冷板內(nèi)制冷劑干度較大,容易出現(xiàn)局部過(guò)熱的情況。

(a) 工況A模擬熱源與制冷劑總溫差

(b) 工況B模擬熱源與制冷劑總溫差

(c) 工況A模擬熱源綜合換熱系數(shù)

(d) 工況B模擬熱源綜合換熱系數(shù)

圖10為模擬熱源不同布置方式阻力與流量關(guān)系曲線?？梢钥闯?流量相同時(shí),A工況下冷板阻力大于B工況下冷板阻力。這是由于制冷劑在經(jīng)過(guò)加熱量較大的模擬熱源后干度增大,流速提高,流動(dòng)阻力增大。A工況下將較大加熱量的模擬熱源放置在冷板入口,制冷劑在前半段就獲得較大流速,而B(niǎo)工況下制冷劑在后半段才能達(dá)到同樣流速。

圖 10 模擬熱源不同布置方式阻力與流量關(guān)系Fig.10 Relationship between resistance and flow rate of simulated heat source with different arrangement

4 結(jié) 論

1) 本文設(shè)計(jì)的鉆孔冷板可以滿足總散熱功率5 000 W、熱流密度最高38 W/cm2的多熱源散熱需求。在制冷劑流量小于3 L/min時(shí),熱源表面與冷板內(nèi)制冷劑溫度差低于25 ℃、冷板阻力小于30 kPa,泵功耗小于35 W。

2) 冷板的綜合換熱系數(shù)隨制冷劑流量的增大、熱流密度的增大而增大,呈漸近線趨勢(shì),最高可達(dá)15 kW/(m2·℃)。冷板的換熱性能和板內(nèi)換熱面積與流道流通截面積有關(guān)。制冷劑流量不變時(shí),板內(nèi)換熱面積越大、流道流通截面積越小,冷板換熱性能越好;冷板阻力與流道流通截面積有關(guān),流量相同時(shí),流道流通截面積越小,冷板阻力越大。

3) 在針對(duì)總散熱功率3 000 W、熱流密度23 W/cm2的散熱對(duì)象,流量為3 L/min,鉆孔冷板和鋁板銅管復(fù)合冷板流道相同時(shí),鉆孔冷板總溫差比鋁板銅管采用錫、環(huán)氧樹(shù)脂復(fù)合的冷板總溫差分別低4 ℃、11 ℃。冷板的加工方式對(duì)其換熱效果影響顯著,冷板應(yīng)盡量采用一體化設(shè)計(jì),減少熱傳遞的環(huán)節(jié),從而避免不同材料嵌合產(chǎn)生的接觸熱阻。

4) 多熱源散熱過(guò)程中,流量為2.33 L/min時(shí)熱流密度最高的熱源放置在冷板入口處比放在冷板出口處綜合換熱系數(shù)高7%,阻力增加12%。實(shí)際應(yīng)用時(shí)應(yīng)盡可能將熱流密度較大的熱源布置在靠近冷板入口處,阻力會(huì)稍有增大,但換熱效果更好,同時(shí)能夠降低冷板末端傳熱惡化的風(fēng)險(xiǎn)。